Привод силовой

Размещено на http://www.allbest.ru/

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ПЕТРА ВЕЛИКОГО

Кафедра «Машиноведение и основы конструирования»

Курсовой проект по теме:

Привод силовой

Санкт-Петербург

2016г.



ВВЕДЕНИЕ

В курсовом проекте в соответствии с техническим заданием разработан общий вид привода конвейера, который включает в себя асинхронный электродвигатель АИР132М, клиноременную передачу, редуктор, выполненный по соосной кинематической схеме, и раму.

Крутящий момент передается с вала электродвигателя с помощью клиноременной передачи на входной вал редуктора, далее через промежуточный вал на выходной вал, и при помощи муфты на конвейер.

В опорах быстроходного вала применены шариковые радиально-упорные подшипники №46208 ГОСТ 831-75, в опорах промежуточного вала - №46309 ГОСТ 831-75, в опорах тихоходного вала - роликовые радиальные однорядные подшипники №2214 ГОСТ 8328-75.

Смазывание осуществляется окунанием колеса в масляную ванну (картерная смазка). В редукторе используется индустриальное масло И-30А. Уровень масла контролируется маслоуказателем. Для залива масла и осмотра зубчатых колёс в крышке предусмотрен смотровой люк.

Выходные концы валов уплотняются резиновыми манжетами. Корпус по разъёму уплотняется герметиком, крышка смотрового люка - паронитовой прокладкой. Для выравнивая давления с окружающей средой применена пробка-отдушина.

В процессе проектирования выполнены: энергокинематический расчёт привода, проектировочный расчёт зубчатых передач, проектировочный расчёт валов на кручение, проверочный расчёт подшипников качения, проверочный расчёт шпоночных соединений, тепловой расчёт редуктора, а также выбор системы смазки и смазочных материалов для зубчатых передач и подшипников качения.



1. ЭНЕРГО-КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

1.1 Определение КПД привода и выбор электродвигателя

Кинематическая схема силового привода

Рис. 1.1 - 1 - электродвигатель; 2 - клиноременная передача; 3 - редуктор; 4 - рама; 5 - муфта; I - входной (быстроходный) вал; II - промежуточный вал; III - выходной (тихоходный) вал

Для выбора электродвигателя следует определить его мощность, которая вычисляется по формуле

где необходимая мощность двигателя, Вт; коэффициент полезного действия (КПД) привода.

Мощность на выходном валу определяется по формуле



где мощность на выходном валу, Вт; крутящий момент на выходном валу, ; угловая скорость на выходном валу, рад/с.

Угловая скорость на выходном валу вычисляется по формуле

где частота вращения выходного вала, об/мин.

Подставляя численные значения в (1.3) получаем величину угловой скорости на выходном валу

Найдем численное значение мощности на выходном валу

КПД привода может быть найден по формуле

где КПД ременной передачи; КПД опорных подшипников качения вала I; КПД опорных подшипников качения вала II; КПД опорных подшипников качения вала III; КПД быстроходной зубчатой передачи; КПД тихоходной зубчатой передачи; КПД муфты.

Значения всех КПД входящих в формулу (1.4) выбираем по рекомендациям в соответствии с [1, с.5]: Подставляя эти значения в (1.4) получаем КПД редуктора

Подставив численные значения в (1.1) получим действительное значение мощности двигателя

По [2, c.6] выбираем 3-х фазный двигатель переменного тока серии 4А с учетом .

Тип двигателя 4А132М4, асинхронная частота вращения об/мин.

Полученные данные запишем в табл. 1.1.

Таблица 1.1 - Технические характеристики электродвигателя

Тип двигателя	Номинальная мощность двигателя , кВт	Синхронная частота вращения , об/мин	Асинхронная частота вращения , об/мин
4А132М4	11,0	1500	1460

1.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

Передаточное отношение привода определяется по формуле

Так как , то выбираем передаточные отношения следующим образом: , В соответствии с [1, с.36] выбираем .

Определим передаточное отношение редуктора по формуле

Разбиваем

где передаточное число быстроходной передачи; передаточное число тихоходной передачи.

В соответствии с рекомендациями выбираем

где , так как схема развернутая.

Вычислим передаточное число быстроходной передачи по формуле (1.8)

Из формулы (1.7) выразим передаточное число тихоходной передачи

Определение частот вращения, крутящих моментов и мощностей на валах

Мощность на входном валу определяется по формуле

Мощность на промежуточном валу определяется по формуле

Для нахождения крутящего момента на входном валу воспользуемся формулой

где - крутящий момент на входном валу, ; угловая скорость на входном валу, рад/с.

Угловая скорость на входном валу вычисляется по формуле



где частота вращения входного вала, об/мин.

Частота вращения входного вала определяется по формуле

Подставляя численное значение в (1.13), находим угловую скорость на входном валу

Найдем крутящий момент на входном валу по формуле (1.12)

Крутящий момент на промежуточном валу рассчитывается по формуле

где - крутящий момент на промежуточном валу, ; угловая скорость на промежуточном валу, рад/с.

Угловая скорость на промежуточном валу вычисляется по формуле

где частота вращения промежуточного вала, об/мин.

Частота вращения промежуточном вала определяется по формуле

Подставляя численное значение в (1.16), находим угловую скорость на входном валу

Найдем крутящий момент на входном валу по формуле (1.15)

Крутящий момент электродвигателя рассчитывается по формуле

где крутящий момент на валу электродвигателя, ; угловая скорость на валу электродвигателя, рад/с.

Угловая скорость на валу электродвигателя вычисляется по формуле

Крутящий момент на валу электродвигателя определяется по формуле (1.18)

Полученные значения частот вращения, мощностей, крутящих моментов и передаточных чисел перечислены в таблице 1.2.

Таблица 1.2 - Результат энерго-кинематического расчета (

Вал	i(U)	T,	n,	N, Вт
Электродвигатель	1,6 4,23 3,50	57,9	1460	8860
I		89,1	913	8510
II		366	216	8260
III		1210	62	7850



2. ПРОЕКТИРОВАНИЕ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ

2.1 Обоснование выбора параметров зубчатых передач

В основу методики проектировочного расчета зубчатых передач положено отсутствие выкрашивания боковых поверхностей зубьев. Критерии проектировочного расчета - контактная выносливость.

ун ? [ун], (2.1)

где ун - фактические контактные напряжения на боковой поверхности зуба, Н/мм2; [ун] - допускаемые контактные напряжения на боковой поверхности зуба, Н/мм2.

Так как в техническом задании указано мелкосерийное производство, выбираем для изготовления зубчатого колеса 1 группу твердости НВ ? 350, термообработка - улучшение. Для быстроходной ступени: шестерня НВ1 = 250, колесо НВ1 = 230; для тихоходной ступени: шестерня НВ3 = 300, колесо НВ4 = 280.

С учетом скоростей скольжения в зубчатом зацеплении выбирается 7 степень точности для быстроходной и тихоходной передач. Назначаем для косозубой передачи угол наклона зуба в = 25? для быстроходной передачи и в = 35? для тихоходной передачи, коэффициент смещения Х1 = Х2 = 0 (передача без смещения). Так как редуктор выполнен по схеме 62, назначаем схемы передачи: быстроходной - 7, тихоходной - 3 [3, c. 5] и назначаем коэффициент относительной ширины венца для быстроходной передачи шbd1 = 1,2.

Остальные параметры выбираем на основании технического задания и энерго-кинематического расчета.

На основании вышеизложенного заполняем табл. 2.1.



2.2 Методика расчета 2-х ступенчатого цилиндрического редуктора, выполненного по развернутой схеме

Вводим в ПК 11 параметров быстроходной ступени.

Находим на мониторе диаметр вершин da2.

Определяем межосевое расстояние для тихоходной ступени по формуле

где dв3 - диаметр выходного вала, мм; = 20 мм - расстояние от колеса быстроходной передачи до выходного вала; da2 - диаметр вершин колеса, мм.

Диаметр выходного вала рассчитываем по формуле

Вписываем значение в табл. 2.1.

Вводим в ПК 11 параметров тихоходной ступени.

Анализируем результаты расчета.

2.3 Методика расчета клиноременной передачи

В основу методики расчета положено отсутствие буксования.

Критерий проектировочного расчета - тяговая способность ремней.

Выбираем тип ремней - клиновые ремни нормального сечения. Способ натяжения ремней периодический. Остальные параметры выбираем на основании технического задания и энерго-кинематического расчета.

На основании вышеизложенного заполняем табл. 2.2.



2.4 Проектировочный расчет цилиндрической передачи

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ БЫСТРОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 913.0 об./мин. РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ 8500 ч

ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 89.1 Н*м ПЕРЕДАЧА нереверсивная

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 3 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.20

ШЕСТЕРНЯ: прокат сталь 40Х ТО улучшение ТВЕРДОСТЬ 250 HB

КОЛЕСО: прокат сталь 40Х ТО улучшение ТВЕРДОСТЬ 230 HB

СХЕМА ПЕРЕДАЧИ 7 СТЕПЕНЬ ТОЧНОСТИ 7

МОДУЛЬ 1.500 мм МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 140.000 мм

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 32 колеса 137 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 4.28

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 25 07 43

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000

ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 66.0 колеса 63.0

ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 1.188 в долях aw 0.450

КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.53 осевого 5.68 суммарный 7.21

CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 3361 радиальная 1351 осевая 1577

ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 53.018 вершин 56.02 впадин 49.27

ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 226.982 вершин 229.98 впадин 223.23

УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 1930 куб.см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 2.53 м/с

|НАПРЯЖЕНИЯ |при расчете на контактную | при расчете на изгибную |

| [МПа] |выносливость| прочность | выносливость | прочность |

| | | |шестер. колесо|шестер. колесо|

| расчетные | 406 | 603 | 71 67 | 156 146 |

|допускаемые| 420 | 1540 | 244 224 | 929 854 |

КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.06 Kf 1.15 долговечн.Zn 0.86 0.92 Yn 1.00 1.00

Рассчитаем межосевое расстояние тихоходной передачи по формуле 2.2.

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ТИХОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 216.0 об./мин. РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ 8500 ч

ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 183.0 Н*м ПЕРЕДАЧА нереверсивная

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 3 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.20

ШЕСТЕРНЯ: прокат сталь 40Х ТО улучшение ТВЕРДОСТЬ 300 HB

КОЛЕСО: прокат сталь 40Х ТО улучшение ТВЕРДОСТЬ 280 HB

СХЕМА ПЕРЕДАЧИ 3 СТЕПЕНЬ ТОЧНОСТИ 7

МОДУЛЬ 2.000 мм МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 164.290 мм

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 30 колеса 105 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 3.50

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 34 44 34

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000

ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 47.0 колеса 43.0

ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 0.589 в долях aw 0.262

КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.31 осевого 3.90 суммарный 5.21

CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 5012 радиальная 2220 осевая 3476

ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 73.018 вершин 77.02 впадин 68.02

ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 255.562 вершин 259.56 впадин 250.56

УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 1741 куб.см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 0.83 м/с

|НАПРЯЖЕНИЯ |при расчете на контактную | при расчете на изгибную |

| [МПа] |выносливость| прочность | выносливость | прочность |

| | | |шестер. колесо|шестер. колесо|

| расчетные | 520 | 772 | 129 123 | 283 270 |

|допускаемые| 544 | 1540 | 286 267 | 1114 1040 |

КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.05 Kf 1.11 долговечн.Zn 0.95 1.00 Yn 1.00 1.00

2.5 Проектный расчет клиноременной передачи

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 1460.0 об./мин. РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ 8500 ч

ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 57.9 Н*м ПЕРЕДАЧА нереверсивная

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 3 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.20

ТИПОРАЗМЕР СЕЧЕНИЯ ремней А РАСЧЕТНАЯ ДЛИНА 1250 мм

КОЛИЧЕСТВО РЕМНЕЙ в комплекте (или ребер поликлинового ремня) 5

РЕГУЛИРОВКА НАТЯЖЕНИЯ РЕМНЕЙ периодическая

РЕСУРС комплекта ремней 500 ч МАССА комплекта ремней 0.63 кг

КОЛИЧЕСТВО КОМПЛЕКТОВ ремней на весь срок службы передачи 17

ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ 1.59 МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 300 (+ 16/- 6) мм

РАСЧЕТНЫЕ ДИАМЕТРЫ шкивов [мм]: меньшего 160 большего 250

ШИРИНА шкивов 80 мм УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ шкивов 5535 куб.см

СИЛА, действующая на валы [Н]: в покое 1545 при работе передачи 1444

СИЛА предварительного натяжения комплекта ремней 782 Н

ПОЛЕЗНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ В РЕМНЕ [МПа]: расчетные 1.99 допускаемые 2.06

2.6 Анализ результатов расчета

Проверяем рассчитанный редуктор по следующим критериям:

По условию смазываемости

|d2 - d4| ? 30 мм,

где d2, d4 - делительные диаметры 2 и 4 зубчатых колес.

|227 - 256| = 29 мм < 30 мм.

По условию оптимального соотношения размеров зубчатых шестерней.

0,3 ? шbdT ? 0,7

шbdT = 0,589.

По коэффициенту непрерывности зацепления

Анализируем тихоходную передачу, так как она является последней.

?в1 = 3,90 ? 1.

Чем больше коэффициент перекрытия, тем более плавной будет работа передачи.

Все критерии передачи выполняются.

Проверим расчет клиноременной передачи по следующим критериям:

По числу ремней: z = 5 ? zmax = 8.

По диаметру большего шкива: DшкБ = 250 мм ? DшкБmax = 350 мм.

Полученные расчеты клиноременной передачи удовлетворяют критериям.



3. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

3.1 Предварительный выбор диаметров валов

Задача раздела - предварительное определение диаметров валов редуктора.

Диаметр вала можно вычислить по формуле [1, c.161]

где - допускаемые напряжения на кручение, Н/мм2; i - порядковый номер вала.

По рекомендации [1,c.161], = 15 Н/мм2 при расчете быстроходного вала на кручение, = 20 Н/мм2 при расчете промежуточного вала на кручение, = 30 Н/мм2 при расчете тихоходного вала на кручение.

Вычислим диаметры быстроходного и промежуточного валов по формуле (3.1)

Диаметр тихоходного вала был рассчитан в разделе 2.2 и равен 58,6 мм.

Выбираем диаметры валов из стандартного ряда [1,c.162]. , , .

Диаметр быстроходного вала под подшипник определяется по следующим условиям

Отсюда выбираем = 40 мм

Диаметр промежуточного вала под подшипник определяется по следующим условиям

Выбираем = 45 мм.

Диаметр тихоходного вала под подшипник определяется по следующим условиям

Выбираем = 70 мм.

Таким образом, выбираем = 40 мм, = 45 мм, = 70 мм.

3.2 Выбор подшипников качения

Так как нагрузка, действующая на вал, зависит от крутящего момента, то: для быстроходного вала, ввиду малого значения момента, нагрузка небольшая, для промежуточного вала - средняя, для тихоходного вала - большая. При этом следует учесть скорость вращения вала: быстроходный вал вращается быстрее остальных. Поэтому выбираем серию подшипников: для быстроходного вала - легкую, для промежуточного - среднюю, для тихоходного - легкую.

Для быстроходного и промежуточного вала выбираем шариковые радиально-упорные подшипники, так как есть косозубая передача. Для тихоходного вала выбираем роликовые радиальные однорядные подшипники, фиксирующие положение вала относительно корпуса в 2 осевых направлениях.

Таким образом для быстроходного вала выбраны шариковые радиально-упорные подшипники ГОСТ 831-75 № 46208 [2, c.16], для промежуточного вала - шариковые радиально-упорные подшипники ГОСТ 831-75 № 46209 [2, c.16], для тихоходного вала - роликовые радиальные однорядные ГОСТ 8328-75 № 2214 [2, c.19].



4. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

4.1 Расчет радиальных нагрузок на подшипники качения

Задачей раздела является определение радиальных нагрузок на подшипники качения.

Силовая схема редуктора

Рис. 4.1

Из расчета зубчатых передач следует что:

Fшк = 1440 Н; Fr1 = Fr2 = 1350 H; Ft1 = Ft2 = 3360 H; Fa1 = Fa2 = 1580 H;

Fr3 = Fr4 = Fr3' = Fr4' = 2220 H; Ft3 = Ft4 = Ft3' = Ft4' = 5010 H; Fa3 = Fa4 = Fa3' = Fa4' = 3480 H.

Составим силовую схему быстроходного вала (рис. 4.2).

Из компоновки редуктора: l1 = 154 мм; l2 = 154 мм; l3 = 90 мм; d1 = 53 мм.



Силовая схема быстроходного вала

Рис. 4.2

Составим уравнения моментов в вертикальной плоскости yOz относительно точки опоры I

Выражаем и вычисляем из (4.1)

Составим уравнения моментов в вертикальной плоскости yOz относительно точки опоры II



Выражаем и вычисляем из (4.2)

Составим уравнения моментов в горизонтальной плоскости xOz относительно точки опоры I

Выражаем и вычисляем из (4.3)

Составим уравнения моментов в горизонтальной плоскости xOz относительно точки опоры II

Выражаем и вычисляем из (4.4)

Проверка

Погрешность отсутствует, следовательно, реакции найдены верно.

Найдем полную реакцию в каждом подшипнике



Составим силовую схему для промежуточного вала (рис. 4.3).

Силовая схема промежуточного вала

Рис. 4.3

Из компоновки редуктора: l4 = 71 мм; l5 = 87 мм; l6 = 87 мм; l7 = 71 мм; d2 = 227 мм; d3 = d3'=73 мм.

Составим уравнения моментов в вертикальной плоскости yOz относительно точки опоры III

Выражаем и вычисляем из (4.7)



Составим уравнения моментов в вертикальной плоскости yOz относительно точки опоры IV

Выражаем и вычисляем из (4.8)

Составим уравнения моментов в горизонтальной плоскости xOz относительно точки опоры III

Выражаем и вычисляем из (4.9)

Составим уравнения моментов в горизонтальной плоскости xOz относительно точки опоры IV



Выражаем и вычисляем из (4.10)

Проверка

Полученная погрешность не превышает 1 %, следовательно, реакции найдены верно.

Найдем полную реакцию в каждом подшипнике

Составим силовую схему тихоходного вала (рис. 4.4).

Из компоновки редуктора: l8 = 75,5 мм; l9 = 174 мм; l10 = 75,5 мм; d4 = d4'= 256 мм.

Составим уравнения моментов в вертикальной плоскости yOz относительно точки опоры V

Выражаем и вычисляем из (4.13)

Силовая схема тихоходного вала

Рис. 4.4

Составим уравнения моментов в вертикальной плоскости yOz относительно точки опоры VI

Выражаем и вычисляем из (4.14)

Составим уравнения моментов в горизонтальной плоскости xOz относительно точки опоры V



Выражаем и вычисляем из (4.15)

Составим уравнения моментов в горизонтальной плоскости xOz относительно точки опоры VI

Выражаем и вычисляем из (4.16)

Проверка

Погрешность отсутствует, следовательно, реакции найдены верно.

Найдем полную реакцию в каждом подшипнике

В результате получили: R1 = 2930 H; R2 = 1720 H; R3 = 7020 H; R4 = 6760 H; R5 = 5580H; R6 = 5580H.

4.2 Методика расчета подшипников качения

Вид разрушения - усталостное выкрашивание. Критерий расчета - контактная выносливость поверхностей тел выкрашивания и колец.

Ресурс подшипника можно рассчитать по формуле [3, с.7]

, (4.19)

где С - динамическая грузоподъемность, Н; - приведенная нагрузка, Н; m - показатель кривой выносливости.

На основании предыдущих разделов заполним табл. 4.1.

Дополнительные исходные данные: коэффициент безопасности ; температурный коэффициент ; коэффициент вращения .

Схемы нагружения подшипников

Рис. 4.5

Таблица 4.1 - Исходные данные для проверочного расчета подшипников качения

Вал	Частота n, об/мин	Номер подшипника	Радиальные нагрузки, Н	Осевые нагрузки, Н
I	913	46208	29300	1580
			1720
II	216	46309	7020	1580
			6760
III	62	2214	5580	0
			5580



4.3 Результаты расчета подшипников качения

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА

Вариант 1

ТРЕБУЕМЫЙ РЕСУРС 8500 ч КОЭФФИЦИЕНТ БЕЗОПАСНОСТИ 1.30

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 3 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.20

ОПОРЫ ВАЛА: две фиксирующие в одном осевом направлении / враспор / относительно нагрузки вращается внутреннее кольцо подшипника

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ ВАЛА 913.0 об./мин. ВНЕШНЯЯ ОСЕВАЯ СИЛА 1580 Н

Опора 1 препятствует перемещению вала под действием внешн. осевой силы

Опора 2 1

Подшипник 46208 46208

Радиальная реакция, Н 2930 1720

Максимальная осевая реакция, Н 4383 7859

Статическая грузоподъемность, Н 21300 21300

Эквивалентная статическая нагрузка, Н 6446 4800

Ресурс при вероятности безотказной работы 0.9, ч 17300 7910

Вероятность безотказной работы при заданном ресурсе 0.964 0.889

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА

Вариант 2

ТРЕБУЕМЫЙ РЕСУРС 8500 ч КОЭФФИЦИЕНТ БЕЗОПАСНОСТИ 1.30

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 3 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.20

ОПОРЫ ВАЛА: две фиксирующие в одном осевом направлении / враспор / относительно нагрузки вращается внутреннее кольцо подшипника

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ ВАЛА 913.0 об./мин. ВНЕШНЯЯ ОСЕВАЯ СИЛА 1580 Н

Опора 1 препятствует перемещению вала под действием внешн. осевой силы

Опора 2 1

Подшипник 46308 46308

Радиальная реакция, Н 2930 1720

Максимальная осевая реакция, Н 4383 7859

Статическая грузоподъемность, Н 30100 30100

Эквивалентная статическая нагрузка, Н 6446 4800

Ресурс при вероятности безотказной работы 0.9, ч 45600 20800

Вероятность безотказной работы при заданном ресурсе 0.992 0.973

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА

ТРЕБУЕМЫЙ РЕСУРС 8500 ч КОЭФФИЦИЕНТ БЕЗОПАСНОСТИ 1.30

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 3 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.20

ОПОРЫ ВАЛА: две фиксирующие в одном осевом направлении / враспор / относительно нагрузки вращается внутреннее кольцо подшипника

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ ВАЛА 216.0 об./мин. ВНЕШНЯЯ ОСЕВАЯ СИЛА 1580 Н

Опора 1 препятствует перемещению вала под действием внешн. осевой силы

Опора 1 2

Подшипник 46309 46309

Радиальная реакция, Н 7020 6760

Максимальная осевая реакция, Н 13589 10113

Статическая грузоподъемность, Н 37000 37000

Эквивалентная статическая нагрузка, Н 15444 14872

Ресурс при вероятности безотказной работы 0.9, ч 15300 27700

Вероятность безотказной работы при заданном ресурсе 0.957 0.982

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ТИХОХОДНОГО ВАЛА

ТРЕБУЕМЫЙ РЕСУРС 8500 ч КОЭФФИЦИЕНТ БЕЗОПАСНОСТИ 1.30

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 3 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.20

ОПОРЫ ВАЛА: плавающие относительно нагрузки вращается внутреннее кольцо подшипника

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ ВАЛА 62.0 об./мин. ВНЕШНЯЯ ОСЕВАЯ СИЛА 0 Н

Опора 1 2. Подшипник 2214 2214. Радиальная реакция, Н 5580 5580

Максимальная осевая реакция, Н 0 0

Статическая грузоподъемность, Н 51000 51000

Эквивалентная статическая нагрузка, Н 12276 12276

Ресурс при вероятности безотказной работы 0.9, ч 100000 100000

Вероятность безотказной работы при заданном ресурсе 0.999 0.999

Сведем результаты расчетов в табл. 4.2.

Таблица 4.2 - Результаты расчета подшипников качения (заданный ресурс 8500 ч)

Вал	Номер подшипника	Ресурс, ч	Выбранный подшипник
I	46208	7910	46208
	46308	20800
II	46309	15300	46309
III	2214	100000	2214

Так как ресурс подшипника легкой серии на первом валу не превышает допускаемых 10% (7910+850=8760 ч), выбираем его.

5. ВЫБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Задачей раздела является выбор стандартных призматических шпонок со скругленными концами и проверка их по напряжениям смятия узких боковых граней.

Критерием расчета является статическая прочность на смятие.

Вид разрушения - смятие узких боковых граней.

Выбираем стандартные призматические шпонки ГОСТ 23360-78 [3, c.68]: На быстроходном валу Шпонка 8Ч7Ч40;

На промежуточном валу под верхним колесом Шпонка 14Ч9Ч125;

На промежуточном валу под нижним колесом Шпонка 14Ч9Ч40;

На выходном валу под колесом Шпонка 20Ч12Ч80;

На выходном валу под муфтой Шпонка 18Ч11Ч70.

Проверим выбранные шпонки на смятие

где - действительные напряжения смятия, H/мм2; - допускаемые напряжения смятия, H/мм2.

Выбираем [1, c.170]. Для расчета фактических напряжений смятия составим расчетную схему.

Расчетная схема шпоночного соединения

Рис. 5.1

Фактическое напряжение смятия определяется как

где - сила смятия, H; - площадь смятия, мм.

Из рассмотрения рис. 5.1 следует, что

Подставим (5.3) и (5.4) в (5.2)

Подставим соответствующие значения в (5.5)



Напряжение смятия на промежуточном валу под каждой из шестерен, а также под колесом, получилось больше допускаемого, поэтому поставим дополнительные шпонки с противоположной стороны вала. Удлинить шпонку у одной из шестерен возможности нет, так как шпонка является общей с колесом.

Напряжение смятия на тихоходном валу на шпонке под колесом получилось выше допускаемого в связи с этим попробуем увеличить размеры шпонки.

Так как при увеличении шпонки напряжение смятия все равно выше допускаемого, а еще больше удлинить шпонку нет возможности, так как при большем увеличении шпонка будет выходить за размеры колеса, поэтому поставим дополнительные шпонки с противоположной стороны вала.

Напряжение смятия на тихоходном валу под муфтой получилось больше допускаемого, поэтому поставим дополнительную шпонку с противоположной стороны вала.

Сведем расчеты в табл. 5.1.

Таблица 5.1 - Результаты расчета шпоночных соединений

№	Обозначение		Примечания
1	Шпонка 8Ч7Ч40	61,9	-
2	Шпонка 14Ч9Ч125	96,8	-
3	Шпонка 14Ч9Ч40	168	Установить вторую шпонку на противоположной стороне вала
4	Шпонка 20Ч12Ч20	123	Установить вторую шпонку на противоположной стороне вала
5	Шпонка 18Ч11Ч70	177	Установить вторую шпонку на противоположной стороне вала



6. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

привод редуктор передача вал

Задачей раздела является определение рабочей температуры редуктора. Условие работы редуктора без перегрева записывается в виде

где - фактический перепад температур между маслом и окружающей средой, ; - допускаемый перепад температур между маслом и окружающей средой, , [1, c.256].

Из уравнения теплового баланса получаем:

где - КПД редуктора; - коэффициент теплоотдачи, [1, с.256]; - площадь наружных стенок редуктора, м2.

КПД редуктора можно найти по формуле

Подставим численные значения в формулу (6.3)

Определим площадь поверхности редуктора

где а - длина редуктора, м; b - ширина редуктора, м; h - высота редуктора, м; Kреб - коэффициент учитывающий оребрение редуктора, Kреб = 1,5.

Найдем численное значение

Вычислим фактический перепад температур

Так как фактический перепад температур меньше допускаемого перепада температур, дополнительного оребрения и установки вентилятора не требуется.

Определим рабочую температуру редуктора



7. ВЫБОР СИСТЕМЫ СМАЗКИ И СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ ДЛЯ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Смазываемые зубчатых зацеплений и подшипников качения уменьшает потери на трение, предотвращает износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.

Для зубчатых передач выбираем тип смазывания - картерное смазывание. Картерное смазывание осуществляется окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Картерное смазывание можно применять при линейных скоростях [1, c.250]. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой. Линейная скорость быстроходной ступени , тихоходной

Выбираем тип масла. Контактные напряжения быстроходной ступени , линейная скорость , используя таблицу [1, c.253] выберем кинематическую вязкость . Контактные напряжения тихоходной ступени , линейная скорость , выбираем кинематическую вязкость .

Найдем среднюю кинематическую вязкость

Найдем численное значение

Выбираем для смазывания зубчатых передач индустриальное масло И-30А [1, с.253] по ГОСТ 20799-75 [1, с.204].

Определим требуемый объем масла по формуле



Определим минимальный объем масла для охлаждения

где a - длина редуктора, м; b - ширина редуктора, м; - высота минимального уровня масляного слоя, м.

Подставим численные значения в (6.3)

Так как минимальный объем масла больше требуемого, для смазывания окончательно выбираем индустриальное масло И-30А в объеме 7,13 л. Смазывание подшипников качения осуществляется разбрызгиванием из общей масляной ванны.



8. ВЫБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТЫ

Задачей данного раздела является выбор муфты и проверка ее элементов на прочность.

Выбираем для выходного вала редуктора наиболее распространенный вид жестких муфт - зубчатую муфту. Достоинствами этих муфт являются высокая нагрузочная способность, компактность, способность компенсации относительно больших смещений осей валов, технологичность использование для нарезки зубьев стандартного зуборезного инструмента.

Выберем муфту по [4, с. 12] учитывая условие

где - расчетный момент на валу, Нм; - допускаемый момент на валу, Нм.

Найдем по формуле

где K - коэффициент режима работы. По техническому заданию K=1,4.

Подставим значения в (8.2)

Согласно условию (8.1) выбираем по таблице [4, с. 12] муфту №3, основные технические характеристики муфты сведены в табл. 8.1.

Проверим работоспособность зубьев муфты на смятие. Для работоспособности муфты необходимо выполнение условия



где - напряжение смятия, H/мм2; - допускаемые напряжения смятия, H/мм2.

Принимаем допускаемое напряжение смятия по [4, с. 12] []=10 Н/мм2.

Определим напряжение смятия по формуле

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки, h - рабочая высота зуба.

Таблица 8.1 - Технические характеристики муфты

	Обозначение	Величина
Допускаемый вращающий момент, Нм		3150
Диаметр вала под муфту, мм	dвм	60
Наибольший диаметр, мм	D	220
Калина полумуфты, мм	lm	85
Модуль зуба, мм		3
Ширина зуба, мм		20
Количество зубьев		40
Диаметр центров болтов, мм	DБ	150
Допускаемое радиальное смещение, мм	r	0,5
Допускаемое осевое смещение, мм	a	2,5
Допускаемое угловое смещение, град	б	1

Принимаем по [4, с. 12] = 1,1. Определим bm и h по формулам

Подставим значения в (8.4)



СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие/ Сост.: С.А. Чернавский, К.Н. Белов, И.М. Чернин и др. М.: Машиностроение, 1988, 416 с.

2. Детали машин. Оформление конструкторской документации курсового проекта: Учебное пособие/ А.П. Тюрин, В.И. Егоров, В.И. Корнилов и др.; Под общ. ред. Ю.К. Михайлова. СПб.; Изд-во СПбГПУ, 2003. 40с.

3. Детали машин и основы конструирования. Справочные материалы по проектированию: учеб. пособие / А.А, Ашейчик - СПбПУ.; Изд-во Политехн. ун-та. 2014. 111с.

4. Расчёт радиальных и радиально упорных подшипников качения. Михайлов Ю.К., Корнилов В.И. ЛПИ.:Л., 1981 38с.

5. Муфты для постоянного соединения валов. Конструкция и расчёт: Метод. указания/ Санкт-Петербург. гос. техн. ун-т: Cост. Лазарев С.О., Савельев В. Д., СПб; 1995; 28c.

Размещено на Allbest.ru

...